Расчет привода ленточного конвейера
Назначаем передаточное отношение i1 открытой передачи таким образом, чтобы оно делило табличное значение интервала передаточных отношений в том же соотношении, в каком частота вращения выбранного электродвигателя делит интервал оптимальных частот вращения. Для этого составим пропорцию: Исходя из необходимой мощности и интервала оптимальных частот вращения, выбираем электродвигатель — АИР100L2… Читать ещё >
Расчет привода ленточного конвейера (реферат, курсовая, диплом, контрольная)
- Введение
- 1. Кинематический и силовой расчет привода
- 1.1 Определение мощности на валу исполнительного органа
- 1.2 Определение расчетной мощности на валу двигателя
- 1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма и двигателя
- 1.4 Выбор электродвигателя
- 1.5 Определение передаточного отношения привода расчет силовых и кинематических параметров привода выбор редуктора
- 2. Выбор муфты
- 3. Проектирование открытой передачи
- 3.1 Результаты расчета клиноременной передачи на ЭВМ
- 4. Проектирование исполнительного органа
- 4.1 Проектный расчет вала
- 4.2 Подбор подшипников и шпонок
- 4.3 Проверочный расчет вала на статическую прочность по эквивалентному моменту
- 4.4 Проверочный расчет подшипников на долговечность
- 4.5 Проверочный расчет шпоночного соединения
- 4.5.1 Проверочный расчет шпонки вала под муфту
- 4.5.2 Проверочный расчет шпонки вала в месте соединения вала с барабаном
- Список использованных источников
В данной курсовой работе выполнено проектирование привода ленточного конвейера по заданным параметрам: окружной скорости, окружного усилия и диаметра барабана исполнительного органа, а также параметров режима работы, срока службы и кратковременных пиковых перегрузок в приводе. В ходе курсовой работы по расчетным вращающим моментам, частотам вращения и мощностям на волах были выбраны стандартные: электродвигатель, редуктор и компенсирующая муфта. Так же были выполнены проектировочные расчеты исполнительного органа, и расчет на ЭВМ клиноременной передачи.
1. Кинематический и силовой расчет привода
Выбор электродвигателя и редуктора
1.1 Определение мощности на валу исполнительного органа
Мощность P4, кВт, на валу исполнительного органа определяется по формуле:
где Ft — окружное усилие, Н;
vt — окружная скорость, м/с (см. рис.1).
1.2 Определение расчетной мощности на валу двигателя
Расчетная мощность на валу двигателя Р1, кВт, определяется с учетом потерь в приводе:
гдез — общий КПД привода равный
з1 — КПД открытой клиноременной передачи, з1 = 0,95 [1, табл.1] ;
з2 — КПД быстроходной ступени закрытой зубчатой конической передачи, з2 = 0,96;
з3 — КПД тихоходной ступени закрытой зубчатой цилиндрической передачи з3 = 0,97;
При этом:
1.3 Определение частоты вращения вала исполнительного механизма и двигателя
Частота n4, мин-1, вращения вала:
гдеD — диаметр барабана ленточного конвейера, мм;
Рисунок 1 — Кинематическая схема привода ленточного конвейера: 1 — электродвигатель; 2 — ременная передача; 3 — двухступенчатый коническо-цилиндрический редуктор; 4 — компенсирующая муфта; 5 — узел барабана.
Частота n1, мин-1, вращения вала электродвигателя вычисляется по формуле:
,
гдеi — передаточное отношение привода,
i1 — передаточное отношение открытой ременной передачи, i1=2…3 [1, табл.1] ;
i2 — передаточное отношение первой ступени закрытой зубчатой коническо-цилиндрической передачи, i2=2…3;
i3 — передаточное отношение второй ступени закрытой зубчатой цилиндрической передачи, i3=3…6;
По формуле (1.5) получим интервал оптимальных частот вращения вала двигателя:
1.4 Выбор электродвигателя
Исходя из необходимой мощности и интервала оптимальных частот вращения, выбираем электродвигатель — АИР100L2 (рис.2). Мощность РДВ = 5,5 кВт с синхронной частотой вращения равной 3000 мин-1. Номинальная асинхронная частота вращения n1 вала вычисляется по формуле:
Где nc — синхронная частота вращения, мин-1, nc=3000 мин-1; S — относительное скольжение вала,%, S=5%;
Проверим условие работоспособности при пуске:
где — кратность пускового момента двигателя ;
— кратковременных пиковых перегрузок в приводе, =1,5;
2,31 > 1,5 — условие выполняется.
Рисунок 2 — Эскиз электродвигателя АИР100L2 IM1081
1.5 Определение передаточного отношения привода расчет силовых и кинематических параметров привода выбор редуктора
Передаточное отношение привода i вычисляется по формуле:
Подставив, значения получим:
Назначаем передаточное отношение i1 открытой передачи таким образом, чтобы оно делило табличное значение интервала передаточных отношений в том же соотношении, в каком частота вращения выбранного электродвигателя делит интервал оптимальных частот вращения. Для этого составим пропорцию:
Подставив значения, находим i1: i1=2,65.
Таким образом, передаточное отношение редуктора ip вычисляем следующим образом:
Округляем значение передаточного отношения редуктора до ближайшего значения в таблице стандартных коническо-цилиндрических редукторов по ГОСТ 27 142–86 ip = 14. Тогда передаточное отношение клиноременной передачи равно:
Связь между мощностью предыдущего и последующего валов выражаются зависимостью:
j = 1, 2… k-1,где k — порядковый номер исполнительного механизма на кинематической схеме привода (см. Рисунок 1);
Связь между частотой вращения предыдущего и последующего валов выражаются зависимостью:
j = 1, 2… k-1,
Тогда частота вращения 2-го вала будет равна:
Вращающие моменты вычислим по формуле:
j = 1,2…k,
Вычислим вращающие моменты на всех валах:
Вычисленные параметры запишем в таблицу.
Таблица 1 — Силовые и кинематические параметры привода
Номер вала | Мощность Р, кВт | Частота вращения n, мин-1 | Вращающий момент Т, Нм | |
5.5 | 18.43 | |||
5.22 | 989.58 | 50.38 | ||
4.86 | 72.79 | 638.94 | ||
Исходя из рассчитанных вращающего момента на выходном валу и частоты вращения на входном валу, выбираем стандартный коническо-цилиндрический редуктор по ГОСТ 27 142–86 типоразмера КЦ1−200 Твых = 750 Нм при nвх = 1000 мин-1.
Рисунок 3 — Эскиз редуктора
2. Выбор муфты
Исходя из рассчитанных параметров вращающего момента на входном валу и технического задания, выбираем компенсирующую цепную однорядную муфту по ГОСТ 20 742–81, рассчитанную на максимальный вращающий момент равный 1000 Нм, допускающая угловое смещение осей соединяемых валов до 1° и радиальное смещение от 0,5 до 1,2 мм.
Эти муфты отличает возможность использования серийно изготовленных цепей, небольшие габаритные размеры, простота монтажа без осевых смещений соединяемых валов, способность компенсировать радиальные и угловые смещения валов за счет взаимных перемещений деталей муфты и наличия зазоров. Из-за наличия в цепных муфтах значительных зазоров их не применяют в реверсивных приводах и приводах с большими динамическими нагрузками.
Рисунок 4 — Эскиз муфты.
3. Проектирование открытой передачи
3.1 Результаты расчета клиноременной передачи на ЭВМ
По сравнению с другими видами передач ременные имеют ряд существенных преимуществ: возможность передачи движения на сравнительно большие расстояния без особого увеличения массы передачи; простота конструкции и эксплуатации; плавность хода и бесшумность работы; эластичность привода, смягчающая колебания нагрузки и предохраняющая от значительных перегрузок за счет скольжения; меньшая начальная стоимость.
Следует отметить и недостатки, присущие ременным передачам: сравнительно небольшие передаваемые мощности (обычно до 50 кВт); непостоянство передаточного отношения; значительные габариты; повышенные нагрузки на валы и опоры; необходимость натяжения ремня в процессе эксплуатации; малая долговечность ремней, особенно быстроходных передачах.
4. Проектирование исполнительного органа
4.1 Проектный расчет вала
Принимаем минимальный диаметр вала равным диаметру выходного конца редуктора. d = 45 мм.
Диаметр цапф вала в местах установки подшипников dП, мм определяем по формуле:
где t2— глубина паза в ступице, мм, t2 = 3,8 мм.
для более лучшего торцевого фиксирования муфты примем: dП = 60 мм.
Диаметр буртика для подшипника № 1212 по ГОСТ 20 226–82 (67,0 мм < dБП< 71,0 мм) примем dБП =70 мм:
Диаметр цапф вала в местах установки барабана примем: dВ = 65 мм.
4.2 Подбор подшипников и шпонок
Исходя из геометрических параметров муфты и вала под муфтой, определяем размеры шпонки вала под муфту:
Шпонка призматическая для диаметра вала d = 45 мм:
высота шпонкиh = 9 мм;
ширина шпонкиb = 14 мм;
длина шпонкиl = 70 мм;
глубина паза валаt1 = 6 мм;
глубина паза ступицыt2 = 3,8 мм.
Исходя из геометрических параметров вала, в месте соединения его с барабаном определяем размеры шпонки вала под барабаном.
Шпонка призматическая для диаметра вала d = 60 мм:
высота шпонкиh = 11 мм;
ширина шпонкиb = 18 мм;
длина шпонкиl = 100 мм;
глубина паза валаt1 = 7 мм;
глубина паза ступицыt2 = 4,4 мм.
Рисунок 6 — Эскиз шпоночного соединения.
Для опор вала исполнительного органа применим шариковые радиальные сферические двухрядные подшипники (ГОСТ 28 428 — 90), из-за возможных перекосов опор подшипников. Назначаем подшипники легкой серии № 1212.
диаметр отверстияdП = 60 мм;
диаметр внешнего кольцаD = 110 мм;
ширина подшипникаВ = 22 мм;
координата фаскиr = 2,5 мм;
динамическая радиальная грузоподъёмностьCr = 30,0 кН;
статическая радиальная грузоподъёмностьC0r = 16,0 кН.
Рисунок 7 — Эскиз подшипника.
4.3 Проверочный расчет вала на статическую прочность по эквивалентному моменту
Окружная сила действующая на барабан со стороны ремня задана в техническом задании: Ft = 3500 Н
Сила натяжения ремня на ненагруженной стороне равна:
S2 = 0,25. Ft =0,25.3500 = 875 Н
Сила натяжения на нагруженной стороне равна:
S1 = Ft + S2 = 3500 + 875 = 4375 Н
Общая сила, действующая на барабан со стороны ремня:
Q = S1 + S2 = 875 + 4375 = 5250 Н
Из уравнения моментов найдем силы FA и FВ:
Так как схема нагружения симметричная то FA = FВ = 2625 Н.
В нашем случае на вал действуют сила натяжения ремня Q и крутящий момент Т, тогда формула для определения эквивалентного момента примет вид:
Из расчетной схемы (Рисунок 8) видно, что опасным сечением является сечение D, так как в этом сечении одновременно приложены максимальные крутящий и изгибающие моменты.
ТD = 638,94 Нм
МD = 0,111.2625 = 291,38 Нм
Тогда:
Максимальное эквивалентное напряжение равно:
где dD - Диаметр вала в сечении D, мм.
Тогда:
Рисунок 8 — Расчетная схема вала исполнительного органа
Допускаемое напряжение [у], МПа:
где Kр— коэффициент режима работы, Kр = 1,8;
[уи] - допускаемое напряжение изгиба, МПа.
где уТ— предел текучести материала (Сталь 40Х), уТ = 640 МПа;
[n] - коэффициент запаса, [n] = 2.
Тогда:
25,57 МПа? 177,78 МПа, — условие выполняется.
4.4 Проверочный расчет подшипников на долговечность
Fr = FA = FВ = 2625 Н;
Хкоэффициент радиальной нагрузки, Х = 1;
екоэффициент осевого нагружения, е = 0, 19;
Определим эквивалентную динамическую нагрузку:
Pr = VXFrKБKТ,
гдеVкоэффициент внутреннего кольца, V = 1;
КТ— температурный коэффициент, КТ = 1;
КБ— коэффициент безопасности, КБ = 1,3.
Pr = 1.1.2625.1, 3.1 = 3412,5 Н.
Определяем по уровню надёжности и условиям применения расчётный ресурс подшипника:
гдеa1— коэффициент долговечности, a1 = 1;
a23— коэффициент, учитывающий влияние на долговечность особых свойств материала, a23 = 0,3;
Сравниваем с требуемым ресурсом= 9500, ч:
Условие выполняется, следовательно подшипник 1212 — годен.
4.5 Проверочный расчет шпоночного соединения
4.5.1 Проверочный расчет шпонки вала под муфту
Условие работоспособности шпонки вала:
гдеТпередаваемый момент, Т = 638.94Нм;
dдиаметр вала, d = 45 мм;
lр— рабочая длина шпонки, мм: lр = l — b = 70 — 14 = 56 мм;
kглубина врезания шпонки, мм: k = h — t1 = 9 — 5,5 = 3,5 мм.
[усм] -допускаемое напряжение смятия, [усм] <180 МПа.
144,5 МПа < 180 МПа
условие выполняется.
4.5.2 Проверочный расчет шпонки вала в месте соединения вала с барабаном
Условие работоспособности шпонки вала:
гдеТпередаваемый момент, Т = 638.94Нм;
dдиаметр вала, d = 60 мм;
lр— рабочая длина шпонки, мм: lр = l — b = 100 — 18 = 82 мм;
kглубина врезания шпонки, мм: k = h — t1 = 11 — 7 = 4 мм.
[усм] -допускаемое напряжение смятия, [усм] <180 МПа.
64,9 МПа < 180 МПа — условие выполняется.
Шпоночное соединение показано на рисунке 6.
Список использованных источников
1. Устиновсий Е. П., Шевцов Ю. А., Яшков Ю. К., Уланов А. Г. Многовариантное проектирование зубчатых цилиндрических, конических и червячных передач с применением ЭВМ: Учебное пособие к курсовому проектировании по деталям машин. — Челябинск: ЧГТУ, 1992.
2. Справочник конструктора — машиностроителя: В 3 т. — 8-е изд., перераб. и доп. Под ред. И. Н. Жестковой. — М.: Машиностроение, 2001.
3. Дунаев П. Ф., Леликов О. П. конструирование узлов и деталей машин: Ученое пособие для техн. спец. вузов. — 6-е изд., исп. — М.: Высш. шк., 2000. — 477с., ил.
4. Ряховский О. А., Иванов С. С. Справочник по муфтам. — Л.: Политехника, 1991. — 384 с.: ил.
5. Сохрин П. П., Устиновский Е. П., Шевцов Ю. А. Техническая документация по курсовому проектировании по деталям машин и ПТМ: Ученое пособие. — Челябинск: Ид. ЮУрГУ, 2001. — 67 с.
6. Чурюкин В. А., Яшков Ю. К. Обозначение конструкторской документации: Ученое пособие. — Челябинск: ЧГТУ, 1986. — 61 с.
7. Сохрин П. П., Кулешов В. В. Проектирование валов: Учебное пособие. Челябинск: Изд. ЮУрГУ, 2000. — 94 с.
8. Сохрин П. П. Проектирование ременных передач: Ученое пособие: Челябинск: ЧГТУ, 1997. — 94 с.